Основное назначение турбины

– вращать вал электрогенератора

– вырабатывать мощность, которая для этого необходима.

Классификация паровых турбин (стандартные установки)

1. по назначению:

- энергетические (выработка электрической и тепловой энергии);

- промышленные (обслуживают крупные предприятия).

Электрические электростанции подразделяются на станции, которые вырабатывают только электричество (КЭС) и ТЭЦ.

В соответствии с назначением этих станций на них устанавливаются следующие типы турбин:

КЭС – турбины типа К – турбины конденсационного типа, имеющие обязательно конденсатор и служат для выработки электроэнергии.

Например, турбина типа К –300-240 (300 МВт – мощность; 240 атм. – давление острого пара на входе в турбину)

ТЭЦ:

1) турбины типа Т – теплофикационные турбины с 1 или максимум 2 регулируемыми отборами пара, причем этот отбор идет на нужды теплофикации (для горячей воды и для отопления). Имеет конденсатор.

2) турбина типа П. Применяется на промышленных электростанциях. Происходит отдача пара на нужды производства. Отдельно не используется. Не имеет конденсатор (весь пар уходит на предприятие).

3) турбина типа ПТ. Имеет конденсатор, 2 регулируемых отбора (промышленный и теплофикационный). Устанавливается на ТЭЦ если в районе есть предприятие, которому требуется пар для производства.

4) турбина типа Р – турбина с противодавлением. Не имеет конденсатора. Предназначена для выработки электроэнергии и теплоты, но она одна не может быть установлена на станции, только параллельно с турбинами, имеющие конденсатор, т.к. она может работать только по тепловому графику нагрузки (т.е. количество электроэнергии, которое она вырабатывает, зависит от тепловой потребности).

Например:

– турбина типа Т-250-240 – самая мощная турбина

– турбина типа ПТ/₁₃, где 13 – это давление промышленного отбора (давление теплофикационного отбора не указывается» 0,5 – 2,5 атм.

– турбина типа Р-50-130

2. по параметрам пара:

– докритические параметры (90,130 и 180 атмосфер)

– сверхкритические параметры (240 атм.)

Начальные параметры пара.

Давление перед турбиной, атм.	Параметры пара на выходе из п/г	Температура пара перед турбиной, ^0С
Давление, атм.	Температура пара, ^0С

Конечные параметры пара на выходе из турбины, имеющей конденсатор.

Р_к @ 0,03 – 0,05 атм.

t_к @ 23,8 – 32,5 ⁰С (t насыщения – 23 ⁰С)

3. по мощности:

– малой мощности (до 50 МВт)

– средней мощности (до 100 МВт)

– большой мощности (больше 100 МВт). Например: конденсационные 300, 500, 800, 1200 МВт; теплофикационные – 250 МВт.

4. конструктивные параметры:

– одноступенчатые и многоступенчатые турбины

– одноцилиндровые и многоцилиндровые турбины

– однокорпусные и многокорпусные

– двухвальные и одновальные

5. по движения пара:

– осевые турбины (аксиальные, т.к. движение пара параллельно оси вала) – применяется в нашей стране

– турбины радиального типа – движение пара перпендикулярно валу

6. по принципу действия пара:

– турбина активного типа

– турбина реактивного типа

– турбина смешенного типа

Турбинная ступень.

Она состоит из двух частей в следующей последовательности:

1.неподвижная часть (сопла)

2.вращающаяся часть (рабочее колесо)

Ступень активного типа – это ступень, в которой все расширение пара и связанное с ним ускорение парового потока происходит только в соплах, а в каналах рабочего колеса происходит преобразование кинетической энергии пара в механическую энергию вращения рабочего колеса, связанного с вращением вала.

Ступень реактивного типа – ступень, в которой расширение пара и ускорение потока происходит не только в соплах, но и в каналах рабочего колеса, где происходит преобразование кинетической энергии пара в механическую энергию ротора.

Лекция 7.

Конструктивный элемент.

В турбине есть подвижные и неподвижные части.

Неподвижная часть: диафрагма с соплами, лабиринтные уплотнения и корпус турбины. Лабиринтные уплотнения уменьшают зазор между вращающимися и неподвижными телами, тем самым, снижая потери пара.

Вращающаяся часть: диск, на который насажаны рабочие лопатки (рабочее колесо) и вал (ротор)

Рисунок 6.

1 – сопло (диафрагма)

2 – канал рабочее колесо (на диске)

3 – сопловая лопатка

4 – рабочая лопатка

с₀ – абсолютная входная скорость

с₁ – абсолютная скорость выхода из сопла или входная скорость в канал рабочего колеса

с₂ – абсолютная скорость на выходе из каналов рабочего колеса

u – окружная скорость рабочего колеса

c₁²/2 – c₂²/ 2 – энергия, вращающая вал рабочего колеса.

У каналов рабочего колеса есть относительная скорость:

w₁ – относительная скорость на входе в каналы рабочего колеса

w₂ – относительная скорость на выходе из каналов рабочего колеса

c₁ w₁

u₁

u

c₂ w₂

u₂

Рисунок 7.

Причем, верхний треугольник – это «Входной треугольник скоростей»,

c₁ w₁

α₁ β₁

u

Рисунок 8.

а нижний треугольник – «Выходной треугольник скоростей»

w₂

c₂

α₂ β₂

u

Рисунок 9.

где β₁ – угол входа пара в каналы рабочего колеса

β ₂ – угол выхода из каналов рабочего колеса

Для ступеней активного типа: w1 = w2 P1 = P2	Для активной и реактивной ступени характерно: с1 > с2
Для ступеней реактивного типа: w1 > w2 P1 < P2

Турбинная ступень: неподвижная часть ð вращающаяся часть

Компрессорная ступень (все наоборот, т.к. она потребляет работу): вращающаяся часть ð неподвижная часть.

Ступень активного типа:

Рисунок 10.

1 – корпус

2 – сопло

3 – лопатка

4 – диск

5 – лабиринтное уплотнение

6 – вал

P₀

c₁

w₁ w₂

c₂ P₁ P₂ c₂

Рисунок 11.

Ступень реактивного типа:

P₀

c₁ w₂

w₁

c₂

c₂ P₁

P₂

Рисунок 12.

Вектор абсолютной скорости:

с₁ = w₁ + u

с₂ = w₂ + u

Изменение давления в VS – диаграмме:

– активная ступень:

P₀

i t₀

P₁ = P₂

В

А

s

Рисунок 13.

где: – это адиабата

А – идеальное расширение

В – реальное расширение

с₁ w₂

w₁ c₂

α₁ β₁ β₂

u α₂ = 90^o u

Рисунок 14.

если отразить «выходной треугольник скоростей» относительно с₂ на «входной треугольник скоростей», то получим, что w₁= w₂ и β₁=β₂, следовательно расстояние между концами вектора с₁ и с₂ = 2u

2u/c₁ = cosα₁ ð u/c₁ = cosα₁/2

т.к. α₁ ≈ 20^о, то оптимальное отношение u/c₁ для активной ступени лежит в районе 0,5 более точно можно высчитать по формуле.

– реактивная ступень:

P₀

i t₀

P₁

P₂

i₁

В

i₂ А

s

Рисунок 15.

где А – идеальное расширение

В – реальное расширение

Р₁ à P₂ – расширение в каналах рабочего колеса

P, атм	ts = tнасыщ, °С	Интальпия жидкости	Интальпия пара	Теплота испарения, скрытая теплота парообразования
		i^´ = h, ккал/кг	i^´´, ккал/кг	r, ккал/кг
0,01	6,7	6,7	600,1	593,4
0,03	23,8	23,8	607,7	583,9
0,04	28,6	28,7	609,8	581,1
0,05	32,5	32,6	611,5	578,9
0,06	35,7	35,8	612,9	677,1
	99,1	99,1	638,5	539,4
	119,6	119,9	645,8	525,9
	158,1	159,3	657,8	498,5
	190,7	193,5	665,4	471,9
	301,9	323,6	655,1	331,5
	329,3		636,6	273,6
Критические показатели 229,5	374,2

Лекция 8.

Истечение в соплах (поведение потока).

1.Уравнение состояния:

PV=RT,

где P – давление [н/м²=Па], V – удельный объем [м³/кг], R – газовая постоянная, T – температура [ºК]. Зная две величины, можем определить третью, так как R – газовая постоянная.

2. Уравнения состояния (сплошности):

GV=FC,

Где G – секундная масса, секундный расход [кг/с], V – удельный объем [м³/кг], F – площадь поперечного сечения сопла [м²], С – скорость [м/с]. Предполагает секундный расход, равный const. G=FC/V= const.

ln G = ln F + ln C - ln V

0=dF/F +dC/C – dV/V

dF/F = dV/V – dC/C

G₁=G₂

F₁C₁/V₁ = F₂C₂/V₂

Сопла могут быть суживающиеся и расширяющиеся.

d F/F = 0 – сопло с постоянным сечением (труба);

d F/F > 0 – расширяющееся сопло;

d F/F < 0 – суживающееся сопло.

Все суживающиеся сопла – сопла дозвуковые, скорость истечения больше скорости звука. В соплах с постоянным сечением можно достигнуть скорости звука, но не превысить его. Для того, чтобы достигнуть скорости, превышающей скорость звука, сопло должно иметь следующую конфигурацию:

Рисунок 17. Конфигурация сверхзвукового сопла. Сопло Лаваля.

Критическое сечение – скорость потока, равная скорости звука, равная , Где k – показатель адиабаты.

3. Уравнение количества движения, которая вытекает из второго закона Ньютона.

F = ma = m (d c/ d t)

F d t = d (mc)

F d t = m d c,

где mc – количество движения, F d t – импульс действующих сил.

Изменение количества движения равно импульсу действующих сил.

-v d p = c d c= d (c²/2) – уравнение потока, - d p = d c, следовательно, уменьшается давление, когда скорость повышения и наоборот.

c²/2 – кинетическая энергия одного килограмма.

Для того чтобы увеличить скорость, необходимо снижать давление.

4. Уравнение сохранения энергии.

i₁

i_o + c_o²/2 = i₁ + c₁²/2,

где i_o – потенциальная энергия на входе, c_o²/2 – кинетическая энергия на входе, i₁ - потенциальная энергия на выходе, c₁²/2 - кинетическая энергия на выходе.

При идеальном истечении:

i_o – i₁ = c₁²/2 – c₀²/2

Часто кинетическая энергия входного потока мала и ей пренебрегают.

c₁²/2 = i_o – i₁

В пренебрежении начальной скорости:

,

где i_o – i₁ – разность энтальпий.

Рисунок 19. Идеальное истечение

, i₁ – скорость действительного истечения.

[i] = [Дж/кг], [c] = [м/с]

i_o – i₁ = h_д

h_c = i₁+i_1a – потери в соплах.

Потери в соплах.

h_c = h₁+h_д = c_1а²/2 - c₁²/2 = c_1а²/2 [1-(c₁/c_1а)²].

φ = c₁/c_1а – коэффициент сопла. 0, 97 <= φ <= 0,98 – чем больше φ, тем лучше, потери меньше.

h_c = h_а(1- φ²) – потери в сопловом аппарате.

Рисунок 20.

Потери на лопатках рабочего колеса.

Рассмотрим на примере реактивного типа.

Рисунок 21.

p₀ – давление перед ступенью;

p_i0 – энтальпия пара перед ступенью;

t₀ – температура пара перед ступенью (перед соплом);

p₁ – давление пара на выходе из сопла или на входе в канал рабочего колеса;

p₂ – давление пара на выходе из канала рабочего колеса или давление на выходе из турбинной ступени;

h – теплоперепад.

h*_2a < h_2a

Общий перепад реактивной ступени, при действительном истечении, будет равен:

H_д = h ₁ +h ₂

H_а = h_1а+h_2а

H_д = h_1а+h*_2а

Отношение теплоперепада:

h_2a / (h _1а +h _2а) = ρ – реактивность (ступень реактивности)

ρ ≈ h_2a / (h _1а +h* _2а)

0,4<= ρ <=0,7

ρ=0,2 – активная ступень с небольшой реакцией.

Лекция 9.

Рисунок 22.

h_л=w_2a² / 2-w₂² / 2 – реальная работа колеса, w₂< w_2a

h_л=(w_2a² / 2)[1- (w₂ / w_2а) ²]

w₂ / w_2а=ψ

h_л=(w_2a² / 2)(1- ψ²) – реактивная и активная ступени

h_л=w_2a² /2- w₂² /2= w₂²/2 (w₂² / w_2а²-1)

h_л=w₂².2(1 / ψ²-1) – потери на соплах активной ступени

ψ= w₂. w₁

H_a – адиабатическое,

Рисунок 23.

Н_д – действительное.

Потери с выходной скоростью.

h_вых= с₂²/2 – потери выходной скорости [Дж/кг]

Векторы соотношения из треугольников скоростей.

Рисунок 24.

c_1u – проекция абсолютной скорости c₁, входной на направления окружной скорости.

c_1u= c₁ ∙ cos α₁, c_2u= c₂ ∙ cos α₂

w_1u= w₁ ∙ cos β₁, w_2u= w₂ ∙ cos β₂

+ c_1u +c_2u=w_1u +w_2u

c₁ ∙ cos α₁ +c₂ ∙ cos α₂ = w₁ ∙ cos β₁ +w₂ ∙ cos β₂

u c₁ ∙ cos α₁=1/2 (c₁² + u² –w₁²)

u c₂ ∙ cos α₂= -1/2 (c₂² + u² –w₂²)

u c₁ ∙ cos α₁ + u c₂ ∙ cos α₂=1/2 (c₁² -c₂² +w₂² -w₁²)

u w₁ cos β₁ + u w₁ cos β₁=1/2 (c₁² -c₂² +w₂² -w₁²)

u (cos α₁ +cos α₂)= 1/2 (c₁² -c₂² +w₂² -w₁²)

Мощность, развиваемая потоком пара на лопатках рабочего колеса.

Поворот и ускорение струи пара в каналах рабочего колеса в общем случае происходит в результате:

1) реактивных усилий, которые лопатки испытывают от струи пара. Это реактивное усилие лопаток, которое воздействует на струю пара.

2) от разности давлений. Это усилие мы можем определить из закона количества движения.

Рисунок 25.

P_u’ – реактивное усиление стенок на струю пара;

u – окружная скорость.

P_u’δt = - (c_1u δ_m - c_2u δ_m)

P_u’ = - δ_m/ δt (c_1u- c_2u)

G= δ_m/ δt – секундный расход массы.

P_u’ = G (c_1u- c_2u)

P_u – усиление (проекция на направления определенной скорости), с которой струя пара действует на лопатки, т.е. та самая мощность, которая развивается.

P_u = -P_u’ = G (c_1u- c_2u) = G (c₁ ∙ cos α₁ +c₂ ∙ cos α₂) [Н],

N_ол – мощность, развившаяся паром на лопатках.

N_ол= P ∙ U=G ∙ u (c₁ ∙ cos α₁ +c₂ ∙ cos α₂) = G/2 (c₁² -c₂² +w₂² -w₁²) [H∙м/c]

N_ол= G/2000 (c₁² -c₂² +w₂² -w₁²) [кВт]

Коэффициент полезного действия на лопатках турбинной ступени

η_ол – внутренний относительный КПД на лопатках.

η_ол =(h₀ - h_c - h_л - h_вc)/h₀=1- h_c/ h₀ – h_л/ h₀ - h_вс/ h₀ = 1 – ξ_c – ξ_л - ξ_вс

h₀ (Н_а ) – располагаемый теплоперепад ступени.

Рисунок 26.

η_ол = 1 – ξ_c – ξ_л - ξ_вс

Изменение η_ол в зависимости от характеристического коэффициента u/c₁

η_ол = f (u/c₁)

h_c = h₀(1- φ²)

ξ_c = 1- φ²

ξ_c = h_c/ h₀

Лекция 10.

Рисунок 27.

ξ_c = h_c/ h₀=[ h₀(1- φ²)]/ h₀

u/ c ₁= cos α₁/2z, где z – число венцов рабочих лопаток.

z=1 – ступень давления, если z>1 – ступень скорости.

Рисунок 28. Реактивная ступень

где ξ_уп – утечки-перетечки.

Внутреннее относительное КПД ступени η_oi

Потери на трение вентиляции, потери, относящиеся к реактивным ступеням, потери на утечку-перетечку.

η_oi^{акт. ст.} = η_ол - ξ_тв

η_oi^{реакт. ст.} = η_ол – ξ_уп

η_oi^. = 1- ξ_c – ξ_л - ξ_вс - ξ_тв– ξ_уп

η_oi = [0,75;0,85]

В турбинах небольшой мощности η_oi бывает и 0,7, но не меньше.

Рисунок 29.

Многоступенчатые ступени.

Мощность ступени определяется по формуле:

N_ст = G*H_a

[кВт] = [кг/ч]*[кДж/кг]

Для выработки 1 кВт энергии требуется 860 ккал

860N_cт = D*Н_а

[ккал/кВт·ч]*[кВт] = [кг/ч]*[ккал/кг]

Н_а = i₀ – i_ka

где: i_ka – энтальпия пара на выходе из турбины в идеале

860N_{турбины} = D*(i₀ – i_ka)*η_oi*η_м*η_г

[ккал/ кВт·ч]*[кВт] = [кг/ч]*[ккал/кг]

где: 0,96 ≤ η_м ≤ 0,98

0,98 ≤ η_г ≤ 0,99

0,96 ≤ η_м*η_г ≤ 0,97

Если учесть, что

η_oi = H_д/Н_а = (i₀ – i_k)/(i₀ – i_ka),

то формула примет вид: 860N_{турбины} = D*(i₀ – i_k)*η_м*η_г

[ккал/ кВт·ч]*[кВт] = [кг/ч]*[ккал/кг]

либо

3600 N_{турбины} = D*(i₀ – i_k)*η_м*η_г

[кДж/кВт·ч]*[кВт] = [кг/ч]*[кДж/кг]

P₀

i i₀ t₀

Р₁

Р₂ H_д

H_a

Р₃

i_k Р₄

i_ka

s

Рисунок 30.

теплоперепад ≈ 34 ккал/кг

Преимущества многоступенчатых турбин.

1. возможность срабатывания большого теплоперепада, следовательно, больше мощность турбины;

2. каждая ступень в многоступенчатой турбине работает в оптимальных условиях, следовательно это дает возможность при срабатывании большого теплоперепада иметь достаточно высокий КПД турбины;

3. в многоступенчатых турбинах потери с выходной скоростью предыдущей ступени можно полезно использовать в последующих ступенях, при этом коэффициент возврата тепла достигает ≈ 3-8%;

4. в многоступенчатых турбинах можно допускать достаточно большой расход пара, что ведет к увеличению мощности турбины;

5. в многоступенчатых турбинах можно осуществить отбор пара

– регенеративный

– регулированный отбор пара на производство и теплофикацию.

–

Лекция 11.

η _0i^турбин = η_0i^ст (1+ α)

где α – коэффициент возврата тепла; изменяется в пределах от 0,03 до 0,08

α = Q/H

Система КПД паротурбинных установок.

Абсолютное КПД – отношение тепла, превращающееся в работу, ко всему подведенному теплу. Он характеризует в конечном итоге эффективность использования топлива.

Относительное КПД – отношение тепла, превращающегося в работу в действительных условиях, к теплу, которое могло было бы превратиться в работу в идеальных условиях. Характеризует в конечном итоге степень совершенства проточной части турбины.

название	Абсолютный КПД	Относительный КПД	Мощность
Термический КПД	ηt = La/Qподв = = (i0 – ika)/(i0 – i’k)		Na
Внутренний КПД	ηi = Li^действ/Qподв = = (i0 – ik)/(i0 – i’k) = = ηt*η0i	η0i = (i0 – ik)/(i0 – ika)	Ni = Na *η0i
Эффективный КПД	ηe = ηi*ηм = ηt*η0i*ηм = ηt*η0e	η0e = η0i*ηм	Ne = Ni*ηм
Электрический КПД	ηэ= ηe*ηг= =ηt*η0i*ηм*ηг = ηt*η0э	η0э = η0e*ηг = η0i*ηг*ηм	Nэ = Nе*ηг = = Na*η0i*ηм*ηг

Где η_м – потери, учитываемые в подшипниках турбины

η_г – потери в генераторе

Всякий абсолютный КПД равняется термический КПД умноженный на свой относительный КПД (без учета работы насоса)

Влажность на последних ступенях турбины; меры борьбы с ней.

х=1 – сухой насыщенный пар. Правая пограничная кривая для is- диаграммы, а для s – верхняя пограничная кривая. y – влажность, х - сухость. y = 1-х, х = 1-y

Допустимая влажность на последних ступенях турбины не должна превышать 12-14%

Рисунок 31

Рисунок 32.

u – окружная скорость, с₁в – влага. Процесс расширения пара для турбины с промежуточным перегревом. Меры борьбы – промежуточный перегрев. Все современные паровые турбины на за критических параметрах пара, начиная со 130 Атм, имеют промежуточный перегрев пара. Промежуточный перегрев пара бывает газовый, паровой и с промежуточным теплоносителем.

Рисунок 33.

Характеристический коэффициент многоступенчатых турбин.

u/с₁ = cos α₁/2 – оптимально для одной ступени

Теплоперепад в ступени активного типа:

h_ст = с_1а²/2 = с_1а²/2φ² ∙ u²/u² = u²/2φ² ∙ 1/(u/c₁)²

Σh_c = H_турб = Σ[u²/2φ² ∙ 1/((u/c₁)²)]

H_турб = Σu²/[2φ² ∙ (u/c₁)²]

Σu²/ H_турб = Y – характеристический коэффициент турбины

Лекция 12.

Способы увеличения единичной мощности турбины.

860 Nэ = D ∙ H ∙η_м ∙ η_г

[ккал/кВт ∙ ч] [кВт] = [кг/ч] ∙ [ккал/кг]

3600 Nэ = D ∙ H_д ∙η_м ∙ η_г

[кДж/кВт ∙ ч] [кВт] = [кг/ч] ∙ [кДж/кг]

увеличивать Д, расход пара

Рисунок 34.

Высота лопаток растет, высота сопловой лопатки не менее 15 см. Увеличение проходного истечения за счет диаметра и высоты лопатки.

Коэффициент механической прочности:

d/l = υ >3,

где d – диаметр лопатки, l – высота лопатки.

Выработав до конца высоту лопатки – определяем предельную мощность турбины.

Предельная мощность турбин в одном потоке определяется проходным сечением (высотой лопатки) последней ступени турбины.

Рисунок 35.

- выходное сечение последней ступени.

Двухъярусные лопатки Баумана.

Для турбин влажного пара снижение чисел оборотов:

Nэ = f (1/n²) – увеличение мощности.

Турбина, работающая на перегретом паре за счет увеличения числа частей низкого давления. У турбины К-300 имеется три выхлопа. У турбины К-500 имеется четыре выхлопа, а у К-800 – шесть выхлопов.

Работа турбины при переменном режиме.

Для того чтобы система работала при переменном режиме, должна быть система регулирования. В каждой системе регулирования должно быть, как минимум, трех элементов:

1) регулятор - орган, способный изменить нарушенное равновесие между нагрузкой и мощностью; и дать команду на восстановление этого равновесия.

2) парораспределительное устройство – регулирующий орган, воздействием на который можно изменить поступление пара в турбину для изменения ее мощности.

3) Исполнительный механизм – орган, связывающий регулятор с парораспределительным устройством.

Все российские турбины оснащены регулятором скорости, теплофикационные трубы оснащены также и регулятором давления.

Парораспределительное устройство.

Типы:

1. дроссельная (качественная);

2. сопловое парораспределение (количественное);

3. обводное парораспределение (байпассный).

Дроссельное парораспределение – это такое, при котором весь пар в турбину пропускается через один, максимум два регулирующих клапана. Открытие и закрытие этого клапана регулируется в зависимости от нагрузки. Когда дроссельный клапан полностью открыт, турбина вырабатывает 100% мощности. При других режимах дроссельный клапан открыт частично и поэтому происходит мятие всего пара (дросселирование), что приводит к уменьшению его качества, поэтому дроссельное парораспределение применяется в тех случаях, когда турбина работает с постоянной нагрузкой, т. е. в базисной части графика нагрузки.

Рисунок 36.

Рисунок 37.

p_к – конечное давление, oo’ – постоянная энтальпия.

η_oi = η’_oi ∙ η_др,

где η’_oi – внутреннее относительное КПД без учета дросселирования, η_др – КПД дросселирования. Дроссельное парораспределение – постоянная работа турбин.

Сопловое парораспределение – это такое, при котором впуск пара в турбину управляется несколькими регулирующими клапанами, при этом каждый регулирующий клапан обслуживает свою группу сопел.

Турбинная ступень состоит из двух частей: сопла и каналы рабочего колеса.

Рисунок 38.

1 регулирующий клапан обслуживает I группу сопел, 2 регулирующий клапан обслуживает II группу сопел, 3 регулирующий клапан обслуживает III группу сопел. Пар, который проходит через 1 регулирующий клапан мнется, а остальной – не мнется. Эта схема парораспределения выгодна тогда, когда турбина работает с переменной нагрузкой, в послепиковой части нагрузки.

Рисунок 39.

Байпассное парораспределение – применяется в совокупности либо с дроссельным, либо с сопловым парораспределением. Часть пара пропускается через сразу промежуточную ступень, проходное течение больше, следовательно, больше пара можно пропустить.

Если рассматривать удельный расход пара d = Д/N [кг/кВт ч], где N – мощность [кВт], Д – расход пара [кг/ч]

Рисунок 40.

Чем меньше удельный расход пара, тем выгоднее данная турбина, лучше технические показатели, экономически более выгодно.

Только при 100% нагрузке дроссельное парораспределение становится более выгодным, чем сопловое.

Принципиальная схема регулирования и маслоснабжения конденсационной турбины.

Рисунок 41.

Если у нас нагрузка снизилась, следовательно, система регулирования должна отработать таким образом, чтобы пропускать меньше пара, чтобы клапан опустился. Поршни золотника пошли вверх. Масло подается главным насосом в межпоршневое, надпоршневое пространство. Сервомотор – усилитель. Те небольшие передвижения золотника он усиливает.

860 N_э = D (i₀ -i_k) ∙ η_м η_г – мощность турбины прямопропорциональна расходу пара.

Определение расхода пара через турбину при переменной нагрузке.

Под полной мощностью понимают номинальную мощность или максимально длительную мощность, т.е. такую мощность, при которой турбина может работать длительное время без ущерба для механической прочности и с достаточно высоким КПД.

Расчетная мощность турбины соответствует ее экономическому режиму работы с максимальным КПД и является экономической мощностью.

N_эк = (0,8 ÷ 1,0) N_a

Рисунок 42.

Экономическая мощность может отличаться на 20%.

Данная зависимость начинается с какой-то точки расход пара на холостой ход D_хх.

X = D_хх /D_н, где Д_н – расход пара при номинальной нагрузке.

D_хх = X∙ D_н, где X – коэффициент холостого хода. X = 5% для конденсационных турбин, X = 8 ÷ 10% для теплофикационных турбин.

d = D/N, Д_н = d_н ∙ N_н, d_н = D_н/N_н,

где d_н = [кг/кВт ∙ ч]– удельный расход пара.

D_хх = x ∙ d_н ∙ N_н,

N/N_н = β – отношение текущей мощности к номинальной – коэффициент нагрузки β. 0 ≤ β ≤ 1.

Уравнение мощности или уравнение расхода для турбин без отборов.

D = 860 / (i₀ -i_k) ∙ η_м η_г – удельный расход пара для турбины без отборов.

N_эк = N_н

Рисунок 43.

y = ax + b

y = D

x = N

b = D_хх

a = (D_н - D_хх) / N_н

D = (D_н - D_хх)/ N_н ∙ N + D_хх = x ∙ d_н ∙ N_н + (1-x) d_н ∙ N = D

D_н - D_хх = D_н - x ∙ d_н ∙ N_н = d_н ∙ N_н - x ∙ d_н ∙ N_н= (1-x) d_н ∙ N_н

D = x ∙ d_н ∙ N_н + (1-x) d_н ∙ N – уравнение мощности для турбин без отборов.

D = D / N = (x ∙ d_н ∙ N_н)/N +(1-x) d_н = x ∙ d_н ∙ 1/β + (1-x) d_н, при N=N_н ð d = d_н – без отбора.

N/N_н= β

d = x ∙ d_н ∙ 1/β + (1-x) d_н (без отборов)

Если x = 0 ð не будет зависеть от β, d = const

Уравнение мощности или уравнение расхода для турбин c отборами.

Рисунок 44.

Рисунок 45.

D = D₁ + D₂ + D_к

N = N₁ + N₂ + N_к

860 N₁ = D₁ (i₀ –i₁) ∙ η_м η_г

860 N₂ = D₂ (i₀ –i₂) ∙ η_м η_г

860 N_к = D_к (i₀ -i_k) ∙ η_м η_г

D_к = D - D₁ – D₂

860 (N₁ + N₂ + N_к) = η_м η_г [D₁ (i₀ –i₁) + D₂ (i₀ –i₂) + D - D₁ – D₂(i₀ -i_k)]

(860 N) / (η_м η_г) = D₁ (i₀ –i₁) + D₂ (i₀ –i₂) +D(i₀ -i_k) - D₁ (i₀ -i_k) - D₂(i₀ -i_k)

(860 N) / (η_м η_г) = D(i₀ -i_k) + D₁ (i₁ -i_k) - D₂(i₂ -i_k)

D₁i_o - D₁i₁ - Д₁i_o - D₁ i_k = - D₁ (i₁ -i_k)

Разделим левую и правую части уравнения на ( i₀ -i_k)

860 / (i₀ -i_k) η_м η_г = D - D₁(i₁ -i_k)/ (i₀ -i_k) - D₂(i₂ -i_k) / (i₀ -i_k),

где y₁= (i₁ -i_k)/ (i₀ -i_k), y₂ = (i₂ -i_k) / (i₀ -i_k ) – коэффициенты недовыработки электроэнергии.

y = 1 ÷ 0

_{без отбора с отбором}

dN= D - y₁ D₁ - y₂ D₂

_{с отбором без отбора}

D = dN + y₁ D₁ + y₂ d₂ = dN + ,

n – число отборов, n = 2

_{с отбором}

D = x ∙ d_н ∙ N_н + (1-x) d_н ∙ N + - уравнение расхода для турбин с отборами.

_{с отбором без отбора}

Если N = N_н ð D = d_н ∙ N_н + ,

при чем в этом случае удельный расход пара без отбора будет равен:

_{с отбором без отбора}

d_н = d_н + (Σ y_j D_j) / N_н

_{с отбором без отбора}

D = dN_н

_{с отбором без отбора}

d_н = d_н + (Σα_j y_j D_j) / N_н

_{с отбором без отбора с отбором}

d_н = d_н + Σα_j y_j d_н

D_j = α_j ∙ D_н

α_j = D_j / D_н – в долях.

_{с отбором с отбором без отбора}

d_н = Σα_j y_j d = d_н

_{с отбором без отбора}

d_н = d_н / (1- Σ α_j y_j)

Лекция 13.

Конденсационные устройства.

η_t =(i_o – i_ка)/ i_o – i’_к)

Чем меньше энтальпия на выходе из турбины, тем выше КПД пара. Главная задача конденсатора – сделать давление ниже атмосферного, сконцентрировать пар.

Кроме конденсатора, необходим еще и конденсатный насос для работы конденсатора. Охлаждающую воду подает тоже насос, насос охлаждающей воды или циркуляционный насос.

Воздухоотсасывающие устройства - эжекторы.

Трубки для охлаждающей воды делаются из латуни (медь – 68%, цинк – 32%) диаметром приблизительно 28-30 мм - внешний диаметр, толщина стенки примерно 1 мм. Если морская вода, то медно-никилиевые (медь -70%, никель – 30%). Стальные трубы применять нельзя, поскольку они поддаются коррозии. Конденсатор имеет свои опоры.

Конденсаторы поверхностного типа – нигде пар не соприкасается с водой. На всех наших станциях стоят конденсаторы поверхностного типа. Смешанного типа конденсаторы используются на паровых машинах.

Тепловой баланс конденсатора.

1) Тепловой баланс

Рисунок 46.

где j = 1,9

Конденсация идет при постоянной температуре и давлении. Отбор регенеративного типа организует поток пара таким образом, чтобы он огибал и снизу подогревал этот конденсатор.

D_к (i_к –i’_k) = G_в ∙ С_в ∙ ((t_в2 – t_в1)

[кг/ч] ∙ [ккал/кг] = [кг/ч] ∙ [ккал/ кг ∙ град.] ∙ [град.]

D_к – тепло, которое пар отдает охлаждающей воде, t_в1 – охлаждающая вода на входе, t_в2 – охлаждающая вода на выходе.

Расход охлаждающей воды: G_в = D_к (i_к –i’_k)/ С_в ∙ (t_в2 - t_в1),

i_к = ~ 550,i’_k = ~ 30, t_в2 =25° С, t_в1= 15° С

Абсолютное значение расхода охлаждающей воды:

G_в / D_к= m = (i_к –i’_k)/ С_в ∙ (t_в2 - t_в1) ≈ 50

Сколько необходимо воды для конденсации одного кг пара (примерно 50)

m= 40÷120 кг охл. воды / кг пара

2) Уравнение теплопередачи

D_к (i_к –i’_k) = F ∆t_ср ∙ k

[кг/ч] ∙ [ккал/кг] = [ккал/ч]=[м²] ∙[град] ∙ [ккал/(м² ∙ ч ∙ град.)]

Где k – коэффициент теплопередачи, ∆ t_ср – средняя температура напора, F/ D_к – тепловая нагрузка

∆t_ср= (∆t_б - ∆t_м)/ [ln (∆t_б /∆t_м)]

t_к - t_в2 = ∆t_м

t_к - t_в1 = ∆t_б

Циркуляционные насосы характеризуются малым напором и большим расходом охлаждающей воды. Конденсационные насосы - достаточно большим напором, приблизительно 0,35÷6 атм. и относительно небольшим расходом пара в количестве Д_к. Эжекторы бывают одноступенчатые и многоступенчатые.

Лекция 14.

Тепловые электростанции (ТЭС).

(работающие на органическом топливе)

Тепловые схемы бывают развернутые, принципиальные (в которых указываются все пути, по которым движется рабочее тело как в виде воды, так и в виде пара; регенеративные подогреватели, насосы, парогенератор, турбины и электрогенераторы), монтажные.

Принципиальная тепловая схема с регенеративным подогревом питательной воды.

Подогрев питательной воды осуществляется в регенеративных подогревателях, которые могут быть смешивающего и не смешивающего(поверхностного) типа.

Схема регенеративного подогрева питательной воды с подогревателями смешивающего типа (схема №1).

Рисунок 47.

Рп- регенеративный подогреватель. Достоинством этой схемы является то, что можно нагреть воду в каждом регенеративном подогревателе до температуры насыщения греющего пара. Всякая регенерация повышает КПД.

Схема регенеративного подогрева питательной воды с подогревателями поверхностного типа (Схема №2).

В Рп пар с рабочим телом не перемешиваются. Пар – греющий, вода – обогреваемая.

При такой схеме нельзя нагреть воду до температуры насыщения греющего пара. В отличие от схемы №1, здесь необходимо заботиться о сливе конденсата греющего пара. Но с другой стороны минимальное количество насосов (ставят два насоса) и хорошая управляемость.

Комбинированная схема регенеративного подогрева питательной воды (подогреватели смешивающего и поверхностного типа). Схема №3.

1- насос, повышающий давление к тракту основного конденсата; 2 - добавочная вода (химически очищенная вода); 3- конденсат греющего пара из ПВД; Д – деаэратор (смешивающего типа).

Расчет схемы регенеративного подогрева питательной воды (смотри схему №3).

В результате расчета тепловой схемы будут определены расход пара на турбину D₀, расход пара в конденсаторе D_к, расход пара регенеративных отборов D₁, D₂, D₃,а также расход добавочной воды D_хов и расход питательной воды D_пв.

Расчет будет производиться при номинальной мощности турбины (N_н).Для расчета задано:

- начальные параметры пара ( p_o, t_o);

- давление на выходе из турбины (p_к);

- давление отборов (p₁, p₂, p₃);

- внутренний относительный КПД (η_oi) отсеков турбины (от p_o до p₁; от p₁ до p₂; от p₂ до p₃; от p₃ до p_к), либо может быть задан процесс расширения пара в турбине в IS диаграмме;

- по

Дата добавления: 2014-01-07